机械设计减速器齿轮箱设计基础手册.doc

机械设计课程设计二级直齿圆柱齿轮减速器 学 院： 专 业： 班 级： 学 号： 姓 名： 目录 一、传动方案拟定 3 二、电动机选取 52.1 电动机类型和构造形式选取 52.2 拟定电动机功率 52.3 拟定电动机型号 滚筒工作转速5三、计算总传动比及分派各级传动比53.1 计算总传动比 53.2 分派各级传动比 6 四、运动参数及动力参数及传动零件设计计算64.1、计算各轴转速64.2、计算各轴功率64.3、计算各轴扭矩6 五、带设计计算 75.1、拟定计算功率Pca 75.2、选取V带带型 75.3、拟定带轮基准直径dd=及验算带速v 75.4、依照V带中心距和基准长度Ld75.5、验算小带轮上包角75.6、计算带根数 75.7、计算单根V带初拉力最小值 85.8、计算压轴力 85.9、带轮构造设计8 六、齿轮设计计算 9 第一对齿轮：6.1、选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数 96.2、按齿面接触强度设计106.3、计算有关数值106.4、按齿根弯曲强度设计116.5、设计计算126.6、齿轮构造设计13第二对齿轮6.7、选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数146.8、按齿面接触疲劳强度设计146.9、拟定公式数值146.10 计算有关数值156.11 按齿根弯曲强度设计166.12 设计计算166.13 齿轮构造设计18七、轴设计及强度校核187.1、轴选材187.2、各轴最小直径估算187.3、装配工作底图设计197.4、高速轴构造设计及强度校核197.5、中速轴构造设计及强度校核237.6、低速轴构造设计及强度校核267.7、轴承润滑方式拟定 30 八、键联接选取及校核计算308.1、高速轴（A型键）308.2、中速轴（A型键）308.3、低速轴（A型键）31九、设计小结 32十、参照资料 32计算及阐明重要成果一传动方案拟定传动装置选用V带传动和闭式二级圆柱齿轮传动系统，具备构造简朴、制导致本低特点。V带传动布置于高速级，能发挥它传动平稳、缓冲吸振和过载保护长处。但本方案构造尺寸较大，带寿命短，并且不适当在恶劣环境中工作。因而，在对尺寸规定不高、环境条件容许状况下，可以采用本方案。二电动机选取 2.1 电动机类型和构造形式选取按照已知动力源和工作条件选用Y系列三相异步电动机。2.2 拟定电动机功率1）传动装置总效率查表得： =0.97（传动滚筒），=0.97（V带）， =0.99， =0.98， =0.99。0.970.970.9940.9820.99=0.8592）工作机所需电动机功率 由公式得：Pd=3.725kw2.3 拟定电动机型号 滚筒工作转速nw=87.36r/min按推荐传动比惯用范畴，取V带传动比 = 24，二级圆柱齿轮传动比=35，则总传动比范畴为 = =620。因而，电动机转速可选范畴为 符合这一范畴电动机同步转速有1000r/min和1500r/min。由于电动机转速越高，价格越低，而传动装置轮廓尺寸越大，综合考虑电动机价格和和传动装置尺寸及环境条件，先选取1500r/min。即电动机型号为Y112M-4。其满载转速nm=1440r/min,额定功率Ped=3kw。附表1 电动机数据及总传动比电动机型号额定功率满载转速额定转速额定最大转速Y112M-44kw1440r/min2.22.3三传动装置总传动比计算及各级传动比分派3.1 计算总传动比i总=16.483.2 分派各级传动比查表得，带传动比取为i带=2，则圆柱齿轮传动比i齿=8.24i f =(1.21.3)i,i 1=3.21 ，i 2=2.567四传动装置运动及动力参数计算4.1 计算各轴转速n0=nm=1440r/minn1=720r/minn2=224.30r/minn3=87.378r/minn4=n3=87.378r/min4.2 计算各轴功率P0=Pd=3.725kwP1=P0 带=3.725 0.97=3.576kwP2=P1 轴承 齿轮=3.5760.990.98=3.470kwP3=P2 轴承 齿轮=3.4700.980.99=3.367kwP4=P3 轴承 联轴器=3.30kw4.3 计算各轴转矩T0=24.70NmT1=47.432NmT2=147.742NmT3=368.04Nm传动比效率20.96（带）3.210.980.992.5670.980.9910.990.99T4=360.72Nm 附表2 各轴运动及动力参数轴功率转速转矩03.7251440r/miin24.70Nm13.576720r/min47.432 Nm23.470224.30r/min147.742 Nm33.36787.378r/min368.00 Nm43.3087.378r/min360.67 Nm五减速器外传动零件设计带传动设计计算5.1 拟定计算功率Pca由载荷变动较小、每天单班制工作，查表取带传动工作状况系数KA=1.0，则Pca=KAPd=1.03.725=3.725kw。5.2 选取V带带型依照求得Pca=3.725kw以及n0=1440r/min，查图得选用A型V带。5.3 拟定带轮基准直径dd=及验算带速v1）初选小带轮基准直径dd1取小带轮基准直径dd1=90mm。2）验算带速vV=6.7824m/s5m/svd30m/s，故带速适当。3）计算大带轮基准直径dd2dd2=i带dd1=290=180mm5.4 依照V带中心距和基准长度Ld1） 依照0.7（dd1+dd2） a0 2（dd1+dd2），得189a01.5d=42mm，因此：L1=（1.52）d=（1.52） 28=4256mm。又电动机输出长度为60mm，取L1=62mm。2）大带轮构造设计大带轮采用腹板式。大带轮毂直径由后续高速轴设计而定，取d=25mm。同理：d12=(1.82)d=(1.82)25=4550mm，取48mm。da2=dd2+2ha=180+23=186mm。B2=B1=50mm。由于B2=50mm1.5d=37.5mmL2=（1.52）d=（1.52） 25=37.550mm，取L2=50mm。S=()B2=()50=7.14312.5mm，取S=12mm。由表取=10mm。六减速器内传动零件设计齿轮传动设计设计计算第一对齿轮6.1 选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数1）按传动方案选用直齿圆柱齿轮传动。2）运送机为普通工作机器，速度规定不高，故选用7级精度。3）材料选取。查表可选取小齿轮材料为45钢 (调质)，硬度为250HBW；大齿轮材料为45钢(正火)，硬度为200HBW，两者材料硬度差为50HBW。4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。5）齿数比u=3.190。6.2 按齿面接触强度设计按计算式试算即：1）试选Kr=1.3，由图得： 2) 小齿轮传递转矩 T1=T1=47.432Nm=4.743104Nmm3）查表选用齿宽系数d=14）查表可得材料弹性影响系数5）查取齿面硬度小齿轮接触疲劳强度极限大齿轮接触疲劳强度极限6）应力循环次数7) 查图可选用接触疲劳寿命系数，。8）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%安全系数为1，得许用应力为：6.3 计算有关数值1）试算d1t(小齿轮分度圆直径)，代入2）计算圆周速度3） 计算齿宽b4) 计算齿宽与齿高之比 模数 mt=3.11mm齿高 h=2.25mt=2.253.11=6.998mm=9.3445) 计算载荷系数a.依照v=2.464m/s、齿轮7级精度，查得动载系数 Kv=1.085b.查表得直齿轮传动齿间载荷分派系数KHa=KFa=1c.查表得齿轮传动使用系数KA=1.0d.齿轮7级精度、小齿轮相对支承对称e.由=9.344、查得弯曲疲劳强度计算齿向载荷分派系数。载荷系数：6）按实际载荷系数校正所得分度圆直径7)计算模数6.4 按齿根弯曲强度设计1） 拟定公式内各计算数值。a. 小齿轮弯曲疲劳强度极限，大齿轮弯曲疲劳强度极限。 b. 查图可取弯曲疲劳寿命系数，。c. 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得：d. 计算载荷系数e. 查取齿形系数，查得齿形系数 YFa1=2.76，YFa2=2.268f. 查取应力校正系数。同表，YSa1=1.56，YSa2=1.744g. 计算大、小齿轮6.5 设计计算1）2）对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算法面模数，且齿轮模数重要取决于弯曲强度所决定承载能力。故取，已可满足弯曲强度，但为了同步满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径来计算应有齿数，于是有：3）计算中心距4）几何尺寸计算a. 圆整后取，。b. 计算齿顶圆直径C. 计算齿全高hd. 计算齿厚Se. 齿顶高haf. 齿根高hfg. 齿根圆直径6.6 齿轮构造设计 小齿轮1由于直径较小，因此采用齿轮轴构造。#第二对齿轮6.7 选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数1）按传动方案选直齿圆柱齿轮传动。2）运送机为普通工作机器，速度规定不高，故选用7级精度。3）材料选取。查表可选取小齿轮材料45钢（调质），硬度240HBW。 大齿轮材料45钢（正火），硬度200HBW。两者硬度相差40HBW。 4）选小齿轮齿数Z1=29，大齿轮，取。 5）齿数比u=2.586。6.8 按齿面接触疲劳强度设计1）由式试算小齿轮分度圆直径6.9 拟定公式数值1）试选Kt=1.3，由图得： 2) 小齿轮传递转矩 T2=T2=147.742Nm=1.477105Nmm3）查表选用齿宽系数d=14）查表可得材料弹性影响系数5）查取齿面硬度小齿轮接触疲劳强度极限大齿轮接触疲劳强度极限6）应力循环次数7) 查图可选用接触疲劳寿命系数，。8）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%安全系数为S=1，得许用应力为：6.10 计算有关数值1）试算d1t(小齿轮分度圆直径)，代入2）计算圆周速度v4） 计算齿宽b4) 计算齿宽与齿高之比 模数 mt=3.353齿高 h=2.25mt=2.253.353=7.544mm=12.8885) 计算载荷系数a.依照v=1.141m/s、齿轮7级精度，查得动载系数 Kv=1.07b.查表得直齿轮传动齿间载荷分派系数KHa=KFa=1c.查表得齿轮传动使用系数KA=1.0d.齿轮7级精度、小齿轮相对支承对称e.由=12.888、查得弯曲疲劳强度计算齿向载荷分派系数。载荷系数：6）按实际载荷系数校正所得分度圆直径7)计算模数6.11 按齿根弯曲强度设计2） 拟定公式内各计算数值。a. 小齿轮弯曲疲劳强度极限，大齿轮弯曲疲劳强度极限。 b. 查图可取弯曲疲劳寿命系数，。c. 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得：d. 计算载荷系数e. 查取齿形系数，查得齿形系数 YFa1=2.53，YFa2=2.23f. 查取应力校正系数。同表，YSa1=1.62，YSa2=1.76g. 计算大、小齿轮6.12 设计计算1）2）对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算法面模数，且齿轮模数重要取决于弯曲强度所决定承载能力。故取，已可满足弯曲强度，但为了同步满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径来计算应有齿数，于是有：3） 计算分度圆直径4）计算中心距传动比误差计算5）几何尺寸计算a. 取，。b. 计算齿顶圆直径C. 计算齿全高hd. 计算齿厚Se. 齿顶高haf. 齿根高hfg. 齿根圆直径6.13 齿轮构造设计 小齿轮3采用实心式构造。 大齿轮4采用腹板式构造。七轴设计及强度校核 7.1 轴选材因传递功率不大，并无其她特殊规定，初选轴材料为45钢，调质解决，查得轴材料硬度为217225HBW。抗拉强度极限B=640MPa，屈服强度极限S=355MPa，弯曲疲劳极限-1=275MPa，剪切疲劳极限-1=155MPa，许用弯曲应力-1=60MPa。7.2 各轴最小直径估算1）高速轴最小直径、输入端与大带轮相连接，取A0=126考虑到高速轴最小直径处安装大带轮，该轴截面应设立一种键槽，故将此轴径增大5%7%，则，查表取原则尺寸。2）中速轴最小直径，安装两个键槽，强度也应较大，取A0=125 考虑到中速轴安装两个键槽，按原则尺寸取。 3）低速轴最小直径，安装键槽和联轴器，强度和扭矩应较大，则低速轴最小直径为：A0=126 考虑到低速轴安装联轴器，该轴端截面设有键槽，同理参照联轴器、轴承、原则尺寸，选。 7.3 装配工作底图设计 依照轴上零件构造、定位、装配关系、轴向宽度、零件间相对位置及轴承润滑方式等规定，设计二级圆柱齿轮减速器装配工作底图。 其中：箱底壁厚=0.025a+38，取=10mm;箱盖壁厚1=0.02a+38，取1=10mm;由2，取2=14mm; 11.2，取1=12.5mm；故箱体内宽W=B1+B2+32=75+108+314=225mm想体内长L=d1+d4+2ha+21=522.75，取L=525mm。7.4 高速轴构造设计及强度校核1）轴上零件位置与固定方式拟定： 高速轴采用齿轮轴，齿轮某些安装在轴一端，轴承对称布置。轴端采用两端固定方式。现轴承采用脂润滑，可以通过封油环定位。2）各轴段直径和长度拟定a. 各轴段直径拟定。d11 ：最小直径，安装大带轮外伸段处，d11= d1min=25mm。d12 ：密封处轴段，依照大带轮轴向定位规定以及定位轴肩高度h=(0.070.1)d11,考虑密封圈原则，故取d12=30mm. 该处轴圆周速度为：V=1.1304m/s d12，现取d13=35mm。考虑到轴承重要承受径向力，选用深沟球轴承。查表选用0基本游隙组、原则精度级别深沟球轴承6207。基本尺寸为dDB=35mm72mm17mm.其安装尺寸为da=42mm。d14 ：过度轴段，取 d14=45mm d齿：齿轮处轴段，由于小齿轮构造较小，采用齿轮轴构造。d齿=da1=72mmd15 ：滚动轴承处轴段，应与右支承相似，d15= d13=35mm。b. 各轴段长度拟定L11 ：应比大带轮轮毂长度短23mm，故取L11=48mm。L12 ：L12= L2+ k1=75mm。L13 ：L13= B+ 4+2+17+14+2=33mm。L14 ：考虑到该小齿轮和另一组小齿轮在空间上也许会互相交涉关系，则L14=B1+B3+22=75+108+214=211mm。L15 ：L15= L13=33mm.高速轴总长L1= L11+L12+L13+L14+L15=400mm。c. 按弯扭合成应力校验轴强度。小齿轮所受圆周力Ft1=1395.059N小齿轮所受径向力Fr1=Ft1tan=507.76N高速轴两轴间跨距由上设计可得：LA1BA=260mm，LB1D1=107.5mm，LC1D1=277.5mm，LA1D1=367.5mm。两支点支反力：RA1H=RB1H=697.53N由 解得：。由，解得：。A1点和B1点总支反力：求C1处水平弯矩 求C1处垂直弯矩 求B1处垂直弯矩求C1处合成弯矩 求B1处合成弯矩高速轴所受转矩由图可知，B1轴段所受弯矩较大，但轴颈较小，因此B1为危险截面，又是双向回转轴，因此转矩切应力可以视为脉动循环变应力，取折合系数=0.6，危险截面B1当量弯矩 由于45钢调质，因此查表得其许用弯曲应力为-1=60MPaca，故安全。 d. 滚动轴承校验 1）查表得：深沟球轴承6207基本额定动载荷Cr=25.5kN,基本额定静载荷CO=15.2KN。现预测寿命 2）查表得，当减速器收到轻微冲击，取滚动轴承载荷系数fp=1.2，由于=0，因此查得深沟球轴承最小e值为0.22，因此e。则径向动载荷系数X1=X2=1，轴向动载荷Y1=Y2=0。 又P1P2，故只验算P2。 轴承在100如下工作，查表得温度系数ft=1， 。 轴承寿命合格。 7.5 中速轴构造设计及强度校核1）轴上零件位置与固定方式拟定： 中速轴上安装两个齿轮，轴承对称布置。轴端采用两端固定方式。现轴承采用脂润滑，可以通过封油环定位。2）各轴段直径和长度拟定a. 各轴段直径拟定。d21 ：最小直径，滚动轴承处轴段，安装大带轮外伸段处，d21= d2min=25mm。d22 ：安装第二个小齿轮（z3），由于需要安装键槽，考虑到此处轴段受扭矩、受弯矩较大， d22=401.07=42.8mm，选d22=45mm。d23 ：轴环处，用于轴上零件轴向定位， d23= d22+2(0.070.1)d21=51.354mm。取原则值53mm。d24 ：安装第二个大齿轮（Z2）,安装需要键槽，考虑到此处轴段强度也应较大。取 d24=44mm。 d25 ：滚动轴承处轴段，应与右支承相似，d25= d21=40mm。b. 各轴段长度拟定L21 ：由箱体构造位置设计，取L21=48mmL22 ：安装齿轮处，应比轮毂小某些（L22108），故取L22=105mm。L23 ：轴环宽度，由b1.4h=1.4(d23-d22)/2，得b5.6mm，再由于轴上零件布置位置关系，故取b=10mm。L24 ：安装第一种大齿轮位置，L24B2=68mm。 取L24=65mm。L25 ：L25= L21=48 mm.高速轴总长L2= L21+L22+L23+L24+L25=277mm。c. 按弯扭合成应力校验轴强度。大齿轮所受圆周力Ft2=1355.431N大齿轮所受径向力Fr2=Ft2tan=493.34N中速轴两轴间跨距由上设计可得：LA2B2=182.5mm，LB2D2=76.5mm，LC2D2=202.5mm，LA2D2=259mm。l1=259-202.5=56.5，l2=182.5-56.5=126。 两支点支反力：RA2H=RB2H=677.7155N。 小齿轮所受圆周力Ft3=7180.488N 小齿轮所受径向力Fr3=Ft3tan=2613.484N由 ，得： 总支反力： 脉动循环变应力，取折合系数=0.6如图B2处受弯矩和扭矩较大，为危险截面。校核B2处所受最大弯矩： 该轴设计安全。 d. 滚动轴承校验1）考虑到该轴受弯扭矩较大，查表选用：深沟球轴承6408，基本额定动载荷Cr=65.5KN，基本额定静载荷为CO=37.5kN。现预测寿命19200h。 2）查表得，当减速器收到轻微冲击，取滚动轴承载荷系数fp=1.2，由于=0，因此查得深沟球轴承最小e值为0.22，因此e。则径向动载荷系数X1=X2=1，轴向动载荷Y1=Y2=0。 又P1P2，故只验算P2。 轴承在100如下工作，查表得温度系数ft=1， 。轴承寿命验算合格。7.6 低速轴构造设计及强度校核1）轴上零件位置与固定方式拟定： 低速轴由于载荷较平稳，速度不高，无特殊规定，轴承对称布置。选用弹性套柱销联轴器。查表得KA=1.5。Tca=KAT3=1.5368Nm=552Nm 查表得选用LT9型，公称转矩Tn=1000Nm，故Tcad32，取d33=60mm。d34 ：轴肩段，d34=1+(0.070.1)d33=65mm。d35 ：轴环处，d35=1+(0.070.1)d34=70mm。d36 ：安装大带轮Z4处，取d36=d34=65mm。d37 ：滚动轴承段，对称布置，d37=d33=60mm。 b.各轴段长度拟定L31 ：联轴器安装位置，应比联轴器短23mm，取110mm。L32 ：L2+t+e+K2-B-4=60+2+12+55-31-14=84mm。L33 ：轴环宽度，b1.4h=5.6mm，再依照轴承宽度，取L33=31mm。L34 ：过度轴颈，L34=211-L36-L35，取L34=96mm。L35 ：轴环宽度，b1.4h=7mm，取b=10mm，L35=15mmL36 ：该段相应另一种齿轮，其齿宽B为102.5mm，取L36=100mm。L37 ：固定段，L37B，取L37=45mm。L3= L31+L32+L33+L34+L35+L36+L37=481mm。 4）按弯扭和合成应力校验轴强度大齿轮所受圆周力Ft3=2751.402N大齿轮所受径向力Fr3=Ft3tan=1001.428N高速轴两轴间跨距由上设计可得：LA3B3=256mm，LB3A3=154.5mm，LA3C3=171.5mm，LA3D3=154.5mm。两支点支反力：RA3H=RB3H=1375.7N RA3V=RB3V=500.714NA3点和B3点总支反力：求C1处水平弯矩 求C3处垂直弯矩 求C3处合成弯矩 由图可知，C3处轴段所受弯矩较大，但轴颈较小，因此B1为危险截面，又是双向回转轴，因此转矩切应力可以视为脉动循环变应力，取折合系数=0.6，危险截面B1当量弯矩由于45钢调质，因此查表得其许用弯曲应力为-1=60MPaca，故安全。d. 滚动轴承校验 1）查表得：深沟球轴承6312基本额定动载荷Cr=81.8KN基本额定静载荷CO=51.8KN。 现预测寿命 2）查表得，当减速器收到轻微冲击，取滚动轴承载荷系数fp=1.2，由于=0，因此查得深沟球轴承最小e值为0.22，因此e。则径向动载荷系数X1=X2=1，轴向动载荷Y1=Y2=0。 轴承在100如下工作，查表得温度系数ft=1， 。 轴承寿命合格。7.7 轴承润滑方式拟定齿轮圆周速度：V =2.562m/s 2m/s； 封油润滑V=2.559m/s 2m/s； 封油润滑V=1.223m/s 2m/s； 脂润滑八键联接选取及校核计算8.1 高速轴（A型键）1）外伸端处。d11=25mm，长48mm，查表选用键840GB/T 1096-，b=8mm，h=7mm，L=40mm。选取材料为45钢，查表得：当键静连接时，许用应力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作长度l=L-b=40-8=32mm，键与轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.57=3.5mm2）校核键链接强度故键强度足够，选取 840GB/T 1096- 适当。 8.2 中速轴（A型键）（1）Z2齿轮处。d=44mm，长65mm，查表选用键1256GB/T 1096-，b=12mm，h=8mm，L=56mm。选取材料为45钢，查表得：当键静连接时，许用应力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作长度l=L-b=56-12=44mm，键与轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.58=4mm2）校核键链接强度 故键强度足够，选取 1256GB/T 1096- 适当。（2）Z3齿轮处。d=45mm，长105mm，查表选用键14100GB/T 1096-，b=14mm，h=9mm，L=100mm。选取材料为45钢，查表得：当键静连接时，许用应力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作长度l=L-b=100-14=86mm，键与轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.59=4.5mm2）校核键链接强度 故键强度足够，选取 14100GB/T 1096- 适当。8.3 低速轴（A型键）（1）外伸端处。d=50mm，长110mm，查表选用键14100GB/T 1096-，b=14mm，h=9mm，L=100mm。选取材料为45钢，查表得：当键静连接时，许用应力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作长度l=L-b=100-14=86mm，键与轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.59=4.5mm2）校核键链接强度 故键强度足够，选取 14100GB/T 1096- 适当。（2）Z4齿轮处。d=65mm，长100mm，查表选用键1890GB/T 1096-，b=18mm，h=11mm，L=90mm。选取材料为45钢，查表得：当键静连接时，许用应力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作长度l=L-b=90-18=72mm，键与轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.511=5.5mm2）校核键链接强度 故键强度足够，选取 1890GB/T 1096- 适当。九设计小结机械设计是咱们专业必要要经历一种重要环节，通过了2周加暑假若干时间机械设计过程使我从各个方面都受到了关于机械设计训练，对机械关于各个零部件有机结合在一起得到了深刻结识。由于在设计方面咱们没有充分经验，理论知识学也不是特别牢固，在设计中难免会浮现这样那样繁琐问题，如：在选取计算原则件是也许会浮现误差，如果是联系紧密或者循序渐进计算误差会更大；在查表和计算上精度不够精确；在设计计算过程中不知不觉也许已经浮现了错误，等回过神来，才发现之前设计心血都白费了本次设计训练，培养了我综合应用机械设计课程及其她课程理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题能力，在设计过程中还培养出了咱们团队精神，人们共同解决了许各种人无法解决问题，在这些过程中咱们深刻地结识到了自己在知识理解和接受应用方面局限性，在此后学习过程中我会更加认真努力！十参照资料【1】傅燕鸣主编，机械设计课程设计手册。上海：上海科学技术出版社，。【2】濮良贵，纪明刚主编，机械设计 8版。北京：高等教诲出版社，。【3】吴宗泽,罗胜国. 机械设计课程设计手册. 北京：高等教诲出版社，。【4】王伯平.互换性与测量技术基本(第2版). 北京：机械工业出版社，。Pd=3.725kwnw=87.36r/mini总=16.48i 1=3.21 ，i 2=2.567n0=1440r/minn1=720r/minn2=224.30r/minn3=87.378r/minn4=87.378r/minP0=3.725kwP1=3.576kwP2=3.470kwP3=3.367kwP4=3.30kwT0=24.70NmT1=47.432NmT2=147.742NmT3=368.04NmT4=360.72NmKA=1.0Pca=3.725kwA型V带V=6.7824m/sa0=300mmLd0=1030.65mmKL=0.89小带轮包角适当V带根数为4